课程设计减速器说明书

西南科技大学城市学院目录传动装置总体设计：3动机的选择4选择电动机类型：4选择电动机的容量4确定电动机转速4计算传动装置的运动和动力参数：6设V计带和带轮：8确定计算功率Pca8确定V带型号8计算V带的根数Z：9计算单根V带的额定功率Pr9齿轮的设计：10高速级大小齿轮的设计10选择齿轮材料10按齿面接触强度设计10计算11按齿根弯曲强度的设计公式可得12设计计算13几何尺寸计算13低速级大小齿轮的设计14按齿面接触强度设计14按齿根弯曲强度的设计公式可得16设计计算17几何尺寸计算17减速器机体结构尺寸如下：18轴的设计：20高速轴的设计：20低速轴的设计：22中间轴的设计：25轴承的校核30对高速轴轴承的校核30对低速轴轴承的校核31对中间轴的轴承的校核32连接设计33减速器润滑及密封34课程设计题目4：带式运输机传动装置1、运动简图：（由设计者选择方案作出）2、已知条件：1、工作情况：连续单向运转,载荷较平稳；2、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35C；3、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量；7、允许运输带工作速度误差为5%。3原始数据：题号参数31323334353637383940运输带工作拉力F（kN）3.03.54.04.55.05.56.06.57.07.5运输带工作速度v （m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滚筒直径D（mm）400400400450400500450400450450每日工作时数T（h）888881616161616使用折旧期（y）88888888884、设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案： 动机的选择选择电动机类型： 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。选择电动机的容量 电动机所需的功率为： KW KW所以 d=F*V1000* KW由电动机到运输带的传动总功率为联轴器传动效率：0.993深沟球轴承传动效率：0.99（滚子轴承）圆柱齿轮的传动效率：0.97（精度为8级）刚性联轴器的传动效率：0.98j卷筒的传动效率：0.96则: =1*4*j*23*32=0.85所以d=F*V1000*=14.63 KW确定电动机转速卷筒的工作转速为n=60*1000*V*D=85.94 r/min取二级圆柱齿轮减速器传动比i=840 ，故电动机转速的可选范围是： Nd,=i*n=6873438 r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW同步转速r/min额定转速r/min重量Kg1Y160M-215300029301252Y160L-415150014601443Y180L-61510009701954Y200L-815750730250 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y112M-4，其主要参数如下；中心高H外形尺寸 LAC2+ADHD地脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K 拉伸尺寸DE装键部位尺寸 FGD160645(165+2553852542101542110121. 确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比：i=pdn=16.98 分配传动比：减速器的传动比i=i1*i2=16.98注： i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。根据课程设计指导书17页图12可得i1=5 i2=3.39计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；，依次为电机与轴，轴与轴，轴与轴，轴与卷筒轴之间的传动效率。1) 各轴转速： 轴 n1=nm=1460 r/min 轴 n2=n1i1=14605=292 r/min 轴 n3=n2i2=2923.39=86.13 r/min 卷筒轴 n3=n4=86.13 r/min2) 各轴输入功率： 轴 P1=Pd01=14.630.9930.99=14.38KW 轴 P2=P112=3.63 KW 轴 P3=P223=3.45 KW 卷筒轴 P4=P334=3.34 KW 3) 各轴输入转矩：Td=9550Pdnm=26.40N.mT1=Tdi01=76.03 NmT2=T1i123=332.46 NmT3=T2i223=1036.60 NmT4=T324=1005.71Nm-轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.98。运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转钜T N.m转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.9826.401440轴3.823.7476.0374.51480轴3.633.56332.46325.81104.35轴3.453.381036.601015.8731.83卷筒轴3.343.451005.711005.7131.83设V计带和带轮：确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数kA=1.2故Pca=kAP=1.24=4.8 kw确定V带型号根据Pca、1由机械设计书图8-11选用啊型带1. 确定带轮的基准直径dd并验算带速1) 初选小带轮的基准直径dd1=90 mm2) 验算带速：V=dd1144060000=6.78m/s因为5m/sV30m/s故带速合适3) 计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=390=270 mm 根据表8-8圆整为dd2=280 mm4) 确定带的基准长度：0.7dd2+dd1a02dd2+dd1 238a0aF0min故作用在轴上载荷FZ=2ZF0minsin12=1190N齿轮的设计：高速级大小齿轮的设计选择齿轮材料：小齿轮都选用40cr，小齿轮调质处理，硬度280HBS，大齿轮45钢（调质），硬度240HBS，二者材料的硬度差为40HBS。选取小齿轮的齿数Z1=20，则大齿轮的齿数Z2=4.620=92取Z2=93按齿面接触强度设计由设计公式d1t2.323KT1du1uZEH21) 确定公式中的各计算数值a) 选择载荷系数Kt=1.3b) 计算小齿轮传递的转矩 T1=76030Nmmc) 选取齿宽系数d=1d) 查表可得，材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12e) 查表可得齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpaf) 计算应力循环系数N1=60n1jLh=604801183658=1.682109N2=N1i1=0.366109g) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9 KHN2 = 0.96 h) 计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）H1=KHN1Hlim1S=540Mpa H2=528Mpa计算a) 计算小齿轮分度圆直径d1t代入H中的最小值 D1t2.323KT1du1uZEH2 =57.11mmb) 计算圆周速度V V=d1tn1600001.45m/sc) 计算齿宽b b=dd1t=57.11mmd) 计算齿宽和齿高之比bh 模数 mt=d1tz1=57.1120=2.855mm 齿高 h=2.25mt=6.53 bh=57.116.53=8.89e) 计算载荷系数 根据V=1.46m/s 8精度 KV=1.15 直齿轮KH=KH=1 使用系数KA=1 小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.456 由bh=8.89 KH=1.456查表可得KF=1.32 故载荷系数K=KAKVKHKH=2.093f) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由d1=d1t3KKt=67.87mmg) 计算模数m=d1z1=3.37mm按齿根弯曲强度的设计公式可得 M32KT1YFYFdF确定公式内的各种计算数值1) 查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380Mpa2) 查表可取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由F1=KF1FE1S=303.57MpaF2=KF2FE2S=238.86Mpa4) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1.905) 查取应力校正系数Ys1=1.55 Ys2=1.7736) 查取齿形系数YF1=2.80 YF2=2.1957) 计算大小齿轮的Y FYSFY F1YS1F1=0.01430Y F2YS2F2=0.01629大齿轮数值大设计计算m32KT1YFYFdF=2.27mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径有关，可取标准值m=2.5，按接触强度计算得的分度圆直径，则小齿轮的齿数Z1=d1m=27.1427大齿轮的齿数Z2=274.6=124几何尺寸计算a) 计算分度圆直径d1=mz170mmd2=mz2=310mmb) 计算中心距a=d1+d22=190mmc) 计算齿轮齿宽b=dd1=70mm 2=70mm 1=75mm低速级大小齿轮的设计选择齿轮材料：小齿轮都选用40cr，小齿轮调质处理，硬度280HBS，大齿轮45钢（调质），硬度240HBS，二者材料的硬度差为40HBS。选取小齿轮的齿数Z1=20，则大齿轮的齿数Z2=3.283067按齿面接触强度设计由设计公式d1t2.323KT1du1uZEH21) 确定公式中的各计算数值选择载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩 T1=332460Nmm选取齿宽系数d=1查表可得，材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12查表可得齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa计算应力循环系数N2=60n2jLh=60174.641183658=0.3656109N2=N2i2=0.115109由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.98 计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%，安全系数S=1）H1=KHN1Hlim1S=576Mpa H2=539Mpa2) 计算a) 计算小齿轮分度圆直径d1t代入H中的最小值 D1t2.323KT1du1uZEH2 =95.58mmb) 计算圆周速度V V=d1tn1600000.52m/sc) 计算齿宽b b=dd2t=95.58mmd) 计算齿宽和齿高之比bh 模数 mt=d2tz2=95.5820=4.779mm 齿高 h=2.25mt=10.75mm bh=8.89e) 计算载荷系数 根据V=0.52/s 8精度 KV=1.1 直齿轮KH=KH=1 使用系数KA=1.25 小齿轮相对支承非对称布置时KH=1.451 由bh=8.89，KH=1.451查表可得KF=1.35 故载荷系数K=KAKVKHKH=1.995f) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由d2=d2t3KKt=110.24mmg) 计算模数m=d2z2=5.51mm按齿根弯曲强度的设计公式可得 M32KT2YFYFdF确定公式内的各种计算数值1) 查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380Mpa2) 查表可取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.93) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由F1=KF1FE1S=314.29MpaF2=KF2FE2S=244.29Mpa4) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1.8565) 查取应力校正系数Ys1=1.55 Ys2=1.7456) 查取齿形系数YF1=2.80 YF2=2.2557) 计算大小齿轮的Y FYSFY F11YS11F1=0.01381Y F2YS2F2=0.01611大齿轮数值大设计计算m32KT2YFYFdF=3.68mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径有关，可取标准值m=4，按接触强度计算得的分度圆直径，则小齿轮的齿数Z1=d2m27大齿轮的齿数Z2=3.2827=89几何尺寸计算a) 计算分度圆直径d1=mz1=108mmd2=mz2=356mmb) 计算中心距a=d1+d22=232mmc) 计算齿轮齿宽b=dd1=108mm 2=108mm 1=113mm减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果机座厚度0.025a+389机盖厚度10.02a+388机盖凸缘厚度13机座凸缘厚度12机座底凸缘厚度22地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目a250时n=44轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径(0.5-0.6)dfM10轴承端盖螺钉直径=（0.4-0.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.3-0.4）M8定位销直径=（0.7-0.8）M8，至外箱壁的距离查手册表11222，至凸缘边缘距离查手册表11222外箱壁至轴承端面距离=+（5-10）52大齿轮顶圆与内箱壁距离1.210齿轮端面与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚88轴承端盖外径1.25D+10 D为轴承外径轴承旁联结螺栓距离SD2轴的设计：高速轴的设计：1. 轴上功率p1=7.64Kw 转速n1=663.64r/min 转矩T1=109950Nmm2. 求作用在齿轮上的力用已知高速级齿轮的分度圆直径为d1=75mm Ft=2T1d1=2932NFr=Fttan=1067.16NFa=Ftcos=3120.17N3. 初步确定轴的最小直径先按式d=A03P1n1，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=110，于是得 DminA03P1n1=24.838mm4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 为了满足V带的连接，则取V带上的孔的直径为d1=40mm L=（1.5-2）d1=80mm，轴肩的高度h=（0.07-0.1）d1=5.6mm，则d2=46mm，左端用轴端挡圈定位，按轴承直径取挡圈直径D2=50mmb) 初步选取深沟球轴承，根据要求查表可得单列深沟球轴承轴承6210其尺寸dDB=509020，则d-=d-=50mm而L-=20mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位h=3mm取d-=56mmc) 取安装齿轮出的轴段-的直径d-=55mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为80mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮,故取L-=76mm,齿轮的左肩采用轴肩定位,轴肩高度h=3mm,则轴环出的直径d-=61mm轴环宽度d1.4hd) 轴承端盖的总宽度为20mm,取端盖的外端面与右边V带轮右端面距为30mm,故取L-=50mme) 取齿轮与箱壁的距离为8mm,与中间轴主动轮之间的距离为C=20mm,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S=8mm,已知滚动轴承的宽度为20mm，中间轴主动轮长L=120mm则L-=20+8+8=36mmL-=120+20+8+8=156mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度5. 求轴上的载荷由手册查得a=20mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距246mm1) 水平面的支座反力FNH1=l3LFt=2300N FNH2=l2LFt=631.7N2) 垂直面的支座反力FNV1=Frl3+Fa2L=843.59NFNV2=Frl2+Fa2L=223.58N3) 水平面的弯矩MMH=121918.1N.m4) 垂直面上的的弯矩M MV1=162870.77N.m MV2=11849.74N.m5) 总弯矩M1=MH2+MV12=203447.6N.mM2=MH2+MV22=122492.61N.m6) 扭矩T1=109950N.m6. 按弯矩合成应力校核轴的强度ca=M12+T12W=12.85Mpa 取=0.6前面选的45钢，调质处理，-1=60Mpa ca-1,故安全低速轴的设计：1. 轴上功率p3=3.45Kw 转速n3=31.83r/min 转矩T3=1036600Nmm2. 求作用在齿轮上的力用已知低速级齿轮的分度圆直径为d1=356mm Ft=2T3d1=5824NNFr=Fttan=2119.76N3. 初步确定轴的最小直径先按式d=A03P1n1，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=112，于是得 DminA03P1n1=53.06mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-，为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔直径相适应联轴器的转矩Tca=KAT3 KA=1.5Tca=1554990N.mm按照公称转矩的条件，选用滚子链联轴器，其公称转矩为2500000N.mm，半联轴器的孔直径d1=55mm，故取d-=55mm半联轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔配合的毂孔长度L1=84mm4. 轴的结构设计1. 拟定轴上零件的设计方案2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 为了满足半联轴器的轴向定位，-轴右端需制一个轴肩故 d-=65mm 左端用轴端挡圈定位，按轴承直径取挡圈直径D=70mm，半联轴器与轴的配合的轮毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取L-=105mmb) 初步选取单列圆锥滚动轴承，根据要求查表可得深沟球轴承其尺寸dDB=7012524，则d-=d-=50mm而L-=24mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位h=5mm取d-=80mmc) 取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为114mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮,故取L-=110mm,齿轮的左肩采用轴肩定位,轴肩高度h=6mm,则轴环出的直径d-=87mm轴环宽度d1.4h，取L-=10mmd) 轴承端盖的总宽度为20mm,取端盖的外端面与右边V带轮右端面距为30mm,故取L-=50mme) 取齿轮与箱壁的距离为8mm,与中间轴主动轮之间的距离为C=20mm,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S=8mm,已知滚动轴承的宽度为24mm，中间轴主动轮长L=120mm则L-=24+8+4+8=44mmL-=80+20+8+8-10=106mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度5. 求轴上的载荷由手册查得a=20mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距246mm1) 水平面的支座反力FNH1=l3LFt=4535.8N FNH2=l2LFt=2082.74N2) 垂直面的支座反力FNV1=Frl3+Fa2L=1812.37NFNV2=Frl2+Fa2L=742.17N3) 水平面的弯矩MMH=360314.02N.mm4) 垂直面上的的弯矩M MV1=132303.01N.mm MV2=128395.41N.mm5) 总弯矩M1=MH2+MV12=383836.27N.mmM2=MH2+MV22=382507N.mm6) 扭矩T1=1094890N.mm6. 按弯矩合成应力校核轴的强度ca=M12+T12W=18.03Mpa 取=0.6前面选的45钢，调质处理，-1=60Mpa ca-1,故安全中间轴的设计：1. 轴上功率p2=7.26Kw 转速n2=174. 64r/min 转矩T2=397170Nmm2. 求作用在齿轮上的力用已知与高速级齿轮接触的齿轮的分度圆直径为d2=285mm，与低速级齿轮接触的分度圆直径d1=114mm Ft1=2T2d1=6967.9NFr1=Fttan=2536.11NFa1=Ftcos=7415.08N Ft2=2T2d2=2787.16NFr2=Fttan=1014.44NFa2=Ftcos=2966.03N3. 初步确定轴的最小直径先按式d=A03P1n1，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=110，于是得 dminA03P1n1=38.106mm4. 轴的结构设取d1=55mm则d-=d-=55mm则选用的深沟球轴承为6211，dDB=5510021mm，套筒长为15mm，又因与高速齿轮接触的齿轮宽度为75mm，取其轴长为L-=70mm取故L-21+15+5=41mm，取L-=50mm，取轴肩高度h=5mm，则d-=65mm， 取轴环直径为d-=75mm，轴环宽度L-根据安装可得L-=22.5mm，根据安装可得L-=116mm，d-=65mm，L-21+13+4=28mm取L-=45mm5. 求轴上的载荷1) 由手册查得a=20mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距246mm2) 水平面的支座反力FNH1=6293.36N FNH2=3461.7N3) 垂直面的支座反力FNV1=2290.74NFNV2=1259.81N4) 水平面的弯矩MMH=6293.36 053-674.57+369298.7531733461.7246- 1732465) 垂直面上的的弯矩M6) MH=2290.74 053-245.36+134413.83531731259.81246- 1732467) 扭矩T1=397170N.mm7. 按弯矩合成应力校核轴的强度ca=M12+T12W=12Mpa 取=0.6前面选的45钢，调质处理，-1=60Mpa ca-1,故安全8. 精确校核轴的疲劳强度1) 在高速级大齿轮和低速级小齿轮的中间轴面为危险截面2) 高速级大齿轮中间截面抗弯截面系数 w=0.1d3=27462.5mm3抗扭截面系数wt=0.2d3=54925mm3截面所受弯矩M=120551.46N.mm截面上的扭转切应力T=T2wt=7.23Mpa截面上的弯曲应力b=MW=2.2Mpa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B=640Mpa -1=275Mpa -1=155Mpa按附表3-2查取。因rd=0.036，,Dd=1.1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及=2 =1.3又由附图3-1可得轴材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数为 k=1+q-1=1.82k=1+q-1=1.255由附图3-2的尺寸系数=0.65；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.83轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为K=k+1-1=2.89K=k+1-1=1.6又由3-1及3-2得碳钢的特性系数 =0.1 =0.05于是，计算安全系数Sca，则得S=-1Ka+ m=43.25S=-1Ka+ m=25.99Sca=SSS2+S2=22.28S=1.5故可知其安全轴承的校核对高速轴轴承的校核选取深沟球轴承，根据要求查表可得深沟球轴承6210其尺寸dDB=509020，其基本额定动载荷Cr=23200NFNH1=l3LFt=2300N FNH2=l2LFt=631.7NFNV1=Frl3+Fa2L=843.59N FNV2=Frl2+Fa2L=223.58N由上式可知轴承1所受的载荷大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核1. 求比值Fr=23002+843.592=2449.83N所受的轴向力：Fa=0N2. 计算当量动载荷P根据P=fpXFr+YFa，X=1，Y=0，fp=1.2则P=fpXFr+YFa=2939.8N3. 验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命Lh